机械设计课程设计设计铸造车间碾砂机的传动装置（全套图纸）.doc

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1、目录目录 一、课程设计任务书.- 1 - 二、传动方案的拟定.- 1 - 三、电动机的选择.- 1 - 四、确定传动装置的有关的参数.- 3 - 五、传动零件的设计计算.- 5 - 六、轴的设计计算.- 15 - 七、滚动轴承的选择及校核计算.- 20 - 八、连接件的选择.- 22- 九、减速箱的附件选择.- 25 - 十、润滑及密封.- 27 - 十一、减速箱的附件选择.- 28 - 十二、课程设计小结.- 30 - 十三、参考资料.- 31 - 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 一、课程设计任务书一、课程设计任务书 1、设计题目 ：设计铸造车间碾砂机的传动装置 2、设计条件：

2、使用寿命为 10 年，每日三班制工作，每年 300 个工作日， 每班工作 4 小时。允许转速偏差为 5%。 3、工作原理图： 4、已知条件： 输送带工作拉力 1.8(r/min) 输送带工作拉力 1600（N） v 二、传动方案的拟定二、传动方案的拟定 根据设计要求拟定了如下两种传动方案： 方案对比：方案对比： 方案方案传动方式传动方式评价评价 a 电机一级圆柱斜齿 轮输出 对轴刚度要求较大；结 构简单；有较大冲击； 外形尺寸太大。 b 电机联轴器二 级斜齿轮一级锥齿 输出 工艺简单，精度易于保 证，一般工厂均能制造， 适合于小批量生产。 根据题目要求：“连续单行运转，载荷较平稳，空载启 动：

3、使用期 10 年，每年 300 个工作日，小批量生产，三班制 工作，每班工作四小时，运输带允许转速偏差为 5%” 。我们选 用 a 方案。 三、电动机的选择三、电动机的选择 电动机特点电动机特点 （）选择电动机类型和结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要 直流电源。结构较复杂，价格较高，维护比较不方便。 ，因此 通常采用交流电动机。生产单位一般用三相交流电源，其中 以普通笼型异步电机应用最多。在经常启动、制动和反转的 场合（如起重机等） ，要求电机转动惯量小和过载能力大，应 选用起重及冶金用三相异步电动机型或型（绕线 型） 。电动机的额定电压一般为 380。 （）选择

4、电机的容量 电动机的容量（功率）选得合适与否，对电动机的工作和 经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作的正常 工作，或使长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格高， 能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因素都 较低，增加电能消耗，造成很大浪费。 选择方案 b （）标准电动机的容量有额定功率表示。 所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机 长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且 由于效率和功率低而造成浪费。 （4）电动机的容量主要由运行时发热条件限定，在不变或 变化很小的载荷下长期连续运行的机

5、械，只要起电动机的负载 不超过额定值，电动机便不会过热，通常不必检验和启动力矩。 按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以 推算电动机转速的可选范围 n=(i*i*ii)nw r/min 式中：n电动机可选转速范围，r/min 电动机类型的选择电动机类型的选择 (1)传动装置的总效率： =0.980.990.970.990.9 筒 3 联 2 轮 1 带 70.990.97=0.84 式中：（1） 1=2=3=0.99 （轴承效率） (2)电动机所需的工作功率： =2.88kw 1000 Fv w P =3.43kw W d P P 电动机功率：=3.43kw d P (3)确定电动

6、机转速 按机械设计课程设计指导书P7 表 1 推荐的传动比合 理范围，带传动传动比 ia=25，一级圆柱齿轮减速器传动比 ib=25，则总传动比合理范围为 420 故电机转速的可选范 围为： （420）（4582292） d nnia 6 . 114 可选电机：根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载 转速，选定电动机型号 Y112M-4。 其主要性能，额定功率 4kw；满载转速 1440r/min 四、确定传动装置的有关的参数四、确定传动装置的有关的参数 确定传动装置的总传动比和分配传动比确定传动装置的总传动比和分配传动比 (1)总传动比的计算。 由选定电动机满载转速和工作主动轴转速,可

7、得传动 m nn 装置总传比 56 . 2 1 114.6 1440 n n i m n 式中：r/min； r/min。4401 m n114.6n (2)分配传动装置传动比 0a iii 式中 、分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。 0 ii 为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取，则3 0 i 减速器传动比为： i=4.2 其中 12 ii i 为高速级传动比，为低速级传动比。 1 i 2 i 计算传动装置的运动和动力参数。计算传动装置的运动和动力参数。 (1)各轴的转速 0 轴 r/min1440 0 m nn 1 轴 r/min480 3 1440 1 1 i n n I 1=0.

8、99 2=0.99 3=0.99 =0.840 =3.43kw d P 电动机型号： Y112M-4 2 轴 r/min115 2 2 i n n 滚筒轴 r/min480 23 2 3 i n n 式中：分别为.的转速； 21,n n 电机满载转速。 0 n (2)各轴输入功率 0 轴 KW43 . 3 dI PP 1 轴 KW33 . 3 1 带 I PP 2 轴 KW23 . 3 12 轮 PP 滚筒轴 =3.13KW 3 P 2 P 联 式中：Pd电动机的输出功率； 、，,的输入功率； 1 P 2 (3)各轴输入转矩 电机输出转矩 N m22.75 .144 3.43 95509550

9、 m d d n P T 轴 N m 3 dI TT 66.25 轴 =268.23N m 211121 iTiTT IIII 滚筒轴 2121223 iTiTT =259.93N m in=18.84 16i 1 4.5i 2 32/9i 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算 5.1、高速级齿轮设计、高速级齿轮设计 5.1.1、选择齿轮材料及精度等级、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮 选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢 调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。 齿

10、面粗糙度 Ra1.63.2m 5.1.2、按齿面接触强度设计、按齿面接触强度设计 =1440r/min 0 n =480r/min 1 n =115r/min 2 n =3.43KW 0 P =3.33KW 1 P =3.23KW 2 P 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式： （教材 P218 式 10-21）3 21 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d 确定公式内的个计算数值确定公式内的个计算数值 1）试选6 . 1 t k 2）由教材 P217 图 10-3 选取区域系数433 . 2 H Z 3) 传动比；2 . 4 1 i 取小齿轮；24 1 Z 大齿轮；1012

11、. 424 112 iZZ 4）初选取螺旋角14 查教材 P215 图 10-26 得，Z 对应的=0.91 78 . 0 1 22 所以69 . 1 21 5) 许用接触应力 H 取失效概率为 1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可 靠度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教材 205 式 10-12 得 S KN lim 由教材 P209 图 10-21 查得： HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N N1=60njLh=604801(3436510)=1.037 9 10 N2=N1/i=1.037/4.2=2.46

12、9 9 10 8 10 式中：n-齿轮转速； j-每转一圈同一齿面的系数； Lh-齿轮的工作寿命。 由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数： KHN1=0.9 KHN2=0.95 H1=Hlim1 KHN1/S=540Mpa H2=Hlim2 KHN2/S=522.5Mpa =22.75 N m 0 T =66.25 N m 1 T =268.23N m 2 T =259.93 N III T m 所以 Mpa HH H 531.25 2 4 . 432468 2 21 6）小齿轮的传递转矩： 9603.3310 5 . 9510 5 . 95 55 1 II nPT = N

13、 mm 4 106.625 7）由教材 P205 表 10-7 取 d=1 8）由教材 P201 表 10-6 查得材料的弹性系数 2 1 8 . 189 MPaZE 计算计算 1) 小齿轮分度圆直径，根据教材 P218 式 10-21 得： t d1 mm mmd t 48.96 ) 531.25 8 . 189433 . 2 ( 2 . 4 12 . 4 1.691 106.6256 . 12 3 2 4 1 2) 计算圆周速度 sm nd v t 1.20 100060 48048.9614 . 3 100060 11 3) 计算齿宽及模数b nt m 00.11 4.45 48.96

14、4.4525 . 2 1.98 24 14cos48.96cos 8.964 1 1 1 h b mh mm z d m mmdb nt t nt td 4）计算纵向重合度 903 . 1 14tan24318 . 0 tan318 . 0 1 z d 5）计算载荷系数 K 已知使用系数m/s，7 级精度。由教材50 . 2 , 1vKA P194 图 10-8 查得动载系数的值：查得由表 Hv KK410, 1 . 1 用差值法计算得： 得出： 417 . 1 426 . 1 417 . 1 4080 4049.723 H K 941 . 1 H K 由教材 P198 图 10-13 查得：

15、 6 . 1 t k 20 1 Z 433 . 2 H Z 14 4 . 1 F K 由教材 P195 表 10-3 查得： 4 . 1 FH KK 故载荷系数： 03 . 2 42 . 1 4 . 102 . 1 1 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P204 式（10-10a）得： mm K K dd t t 53.00 6 . 1 03 . 2 48.96 3 3 11 7）计算模数 n m mm z d mn14 . 2 24 14cos53cos 1 1 5.1.3、按齿根弯曲强度设计按齿根弯曲强度设计 由教材 P216 式（10-17）即 3

16、 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 确定计算参数确定计算参数 1）计算载荷系数 93 . 1 35 . 1 4 . 102 . 1 1 FFVA KKKKK 2） 由纵向重合度从教材 P217 图 10-28 查得,903 . 1 螺旋角影响系数88 . 0 Y 3）计算当量齿数 56.110 14cos 101 cos 27.26 14cos 24 cos 33 2 2 33 1 1 Z Z Z Z v v 4）查取齿形系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下： 18 . 2 65 . 2 2 1 Fa Fa Y Y 5）查取应力校正系数 = N T

17、 4 104.73 mm V=1.2m/s b=48.96mm =1.98mm nt m h=4.45mm b/h=11.00 由教材 P200 表 10-5 计算如下： 79 . 1 58 . 1 2 1 Sa Sa Y Y 6）由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限；大齿轮的弯曲疲劳极限。MPa FE 450 1 MPa FE 320 2 7) 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数 。89 . 0 ,86 . 0 21 FNFN KK 8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为，1.4S 由教材 P205 式（10-12）得： MPa S

18、 K MPa S K FNFN F FNFN F 43.203 4 . 1 32089 . 0 43.276 4 . 1 45086 . 0 22 2 11 1 9）计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大 F FaFaY Y 01918 . 0 43.203 789 . 1 18 . 2 01515 . 0 43.276 579 . 1 65 . 2 2 22 1 11 F FaFa F FaFa YY YY 设计计算设计计算 mmmn57 . 1 017 . 0 59 . 1 201 87 . 0 14cos104.7387 . 1 2 3 2 24 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模

19、数大于 n m 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2mm，可满足弯曲 n m 强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分 度圆直径来计算应有的齿数，于是有： 取=26，5.412 2 14cos52.38cos 1 1 n m d z 1 z 则： =4.5 26=117 2 z 实际传动比 5 . 4 62 171 u 传动比误差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%5% 可用 3 . 1 F K 941 . 1 H K ,586 . 1 88. 0 Y 几何尺寸的计算几何尺寸的计算 1) 计算中心距： mm mzz a n 1 . 371 14cos2 2)171

20、62( cos2 )( 21 取中心距137amm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 o 4.051 137.12 )17162(2 arccos 2 )( arccos 21 a mzz n 由于值改变不多，故参数等不必修正。 H ZK 3）算大小齿轮的分度圆直径 mm mz d mm mz d n n 41.222 14.05cos 2171 cos 3.605 14.05cos 262 cos 2 2 1 1 4）计算齿轮宽度 mmdb d 53.603.6051 1 圆整后取mmBmmB60,54 21 5）结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于 160mm，而又小于 500mm，

21、故选用腹板式结构为宜。 5.2、低速级齿轮设计、低速级齿轮设计 5.2.1、选择齿轮材料及精度等级、选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮 选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢 调质，齿面硬度 220HBS；根据教材 P210 表 10-8 选 7 级精度。 齿面粗糙度 Ra1.63.2m 5.2.2、按齿面接触强度设计、按齿面接触强度设计 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式： （教材 P218 式 10-21）3 21 1 ) ( 12 H EH d t t ZZ u uTK d MPa FE 410 1 MPa FE 38

22、0 2 1.4S 1 2 0.84 0.91 FN FN K K 确定公式内的计算数值确定公式内的计算数值 1）试选6 . 1 t k 2）由教材 P218 图 10-3 选取区域系数433 . 2 H Z 3) 传动比； 9 32 1 i 取小齿轮；27 1 Z 大齿轮94 9 32 27 112 iZZ 4）初选取螺旋角14 查教材 P215 图 10-26 得，Z 对应的=0.85 77 . 0 1 22 所以62 . 1 21 5) 许用接触应力H取失效概率为 1%，通用齿轮和一 般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数安全系数 S=1.由 教材 205 式 10-12 得 S KN

23、lim 由教材 P209 图 10-21 查得： HlimZ1=520Mpa HlimZ2=460Mpa 由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 N N3=60njLh=60213.31(243658)=8.97108 式中：n-齿轮转速； j-每转一圈同一齿面的系数取； Lh-齿轮的工作寿命； N4=N3/i=8.97108/3.56=2.52108 由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数： KHN1=0.94 KHN2=0.96 H1=Hlim1 KHN1/S=5600.94/1.0Mpa=526.4Mpa H2=Hlim2 KHN2/S=4600.96/1.

24、0Mpa=443.52Mpa 所以 Mpa HH H 96.484 2 52.443 4 . 526 2 21 6）小齿轮的传递转矩： =26 1 z 137amm d=48mm 1 2 54 60 Bmm Bmm = N mm 3 . 2134.5210 5 . 9510 5 . 95 55 1 II nPT 5 102.02 7）由教材 P205 表 10-7 取 d=1 8）由教材 P201 表 10-6 查得材料的弹性系数 2 1 8 . 189 MPaZE 计算计算 1) 小齿轮分度圆直径，根据教材 P218 式 10-21 得： t d1 mm mmd t 583 . 77 ) 9

25、6.484 8 . 189433 . 2 ( 56 . 3 156 . 3 62 . 1 1 102.026 . 12 3 2 5 1 2) 计算圆周速度 sm nd v t 638 . 0 100060 3 . 21377.38514 . 3 100060 11 3) 计算齿宽及模数b nt m 4 . 12 6.26 7.3857 66.225 . 2 8 . 2 27 14cos77.385cos 7.3857 1 1 1 h b mh mm z d m mmdb nt t nt td 4）计算纵向重合度 14 . 2 14tan27318 . 0 tan318 . 0 1 z d 5）

26、计算载荷系数 K 已知使用系数,7 级精度。由教材smvKA638 . 0, 1 P194 图 10-8 查得动载系数用差值法计算得： ,05 . 1 v K 得出： 417 . 1 426 . 1 417 . 1 4080 407.3857 H K 442 . 1 H K 由教材 P198 图 10-13 查得: 23 . 1 F K 由教材 P195 表 10-3 查得: 6 . 1 t k 433 . 2 H Z 27 1 Z 14 77 . 0 1 =0.85 2 HlimZ1=520 Mpa HlimZ2=460 Mpa 2 . 1 FH KK 故载荷系数: 88. 1424 . 1

27、 2 . 11 . 11 HHVA KKKKK 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P 式（10-10a）得： mm K K dd t t 81.66 6 . 1 88 . 1 77.385 3 3 13 7) 计算模数 n m mm z d mn93 . 2 27 14cos81.66cos 1 1 5.2.3、按齿根弯曲强度设计、按齿根弯曲强度设计 由教材 P218 式（10-17）即 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY z YKT m 确定计算参数确定计算参数 1）计算载荷系数 03.1242 . 1 4 . 102 . 1 1 FFVA KKKKK

28、 2）由纵向重合度从教材 P216 图 10-28 查得螺,903 . 1 旋角影响系数88 . 0 Y 3）计算当量齿数 56.110 14cos 101 cos 27.26 14cos 24 cos 33 2 2 33 1 1 Z Z Z Z v v 4）查取齿形系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下： 18 . 2 65 . 2 2 1 Fa Fa Y Y 5）查取应力校正系数 由教材 P200 表 10-5 计算如下： KHN1=0.94 KHN2=0.96 T= 5 102.02 N mm 2 1 8 . 189 MPaZE 0.863vm s 77.385 2.8 6.26

29、 12.4 nt bmm mmm h b h 79 . 1 58 . 1 2 1 Sa Sa Y Y 6）由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限；大齿轮的弯曲疲劳极限。MPa FE 450 1 MPa FE 320 2 7) 由教材 P206 图 10-18 取弯曲疲劳强度寿命系数 89 . 0 ,86 . 0 21 FNFN KK 8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数为，4 . 1S 由教材 P205 式（10-12）得： MPa S K MPa S K FNFN F FNFN F 43.203 4 . 1 32089 . 0 43.276 4 . 1 4

30、5086 . 0 22 2 11 1 设计计算设计计算 mmmn96 . 1 0153 . 0 62 . 1 271 88 . 0 14cos102.027424 . 1 2 3 2 25 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于 n m 齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2mm，可满足弯曲 n m 强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分 度圆直径来计算应有的齿数，于是有： 传动比误差：i-u/i=|(3.56-3.58)/3.56|=0.6%5% 可用 几何尺寸的计算几何尺寸的计算 1) 计算中心距： mm mzz a n 140.16 14cos2 2)10126(

31、 cos2 )( 21 取中心距mma140.16 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 13.74 140.162 )10146(2 arccos 2 )( arccos 21 a mzz n 由于值改变不多，故参数等不必修正。 H ZK 3）算大小齿轮的分度圆直径 =1 A K v=1.2m/s 由, 1 . 1 v K 442 . 1 H K 35 . 1 F K 4 . 1 FH KK =2.00mm n m K=1.88 88 . 0 Y =53.61mm 1 d =226.80mm 2 d 4）计算齿轮宽度 mmdb d 61.5361.531 1 圆整后取： mmB55 2 mmB60

32、 1 六、轴的设计计算六、轴的设计计算 （一）输入轴的设计计算（一）输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径、按扭矩初算轴径 选用 45 调质，硬度 217255HBS，根据教材 P370（15- 2）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为 KW，为一级输入轴转速，=1440r/min。4 I PPnn （实心轴） 3 0 n P Ad 则： =32.25mm 3 1440 4 115d 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=32.25(1+6%) =34.185mm 圆整后取 d=35mm。 根据联轴器选 d=40mm。 2、轴的结构设计、轴的结构设计 （1）轴上的零件定位，固

33、定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不 MPa FE 450 1 MPa FE 320 2 4 . 1S 对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩 和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从 左面装入，右轴承从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联 轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3 则： Tca=KAT1=1.348.26=62.74Nm 查标准 GB/T5014-1985 选 HL2 型弹性柱銷联轴器，其公 称转矩为 315Nm，半联轴器孔径

34、 d=2028mm，半联轴器长 度 L=52mm，L1=38mm 。 初选 320/22 型圆锥滚子轴承，其尺寸为 dDT=22mm44mm15mm。考虑齿轮端面和箱体内壁， 轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm，各段长度及直 径如下： （3）按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知 mt=2 mm mz d n 53.6 4.051cos 262 cos 1 1 求转矩：已知 T1=66.25Nm 求径向力 Fr 根据教材 P213（10-14）式得 Fr=Fttann/cos=1800.7tan20 / cos14.05=

35、675.6N 求轴向力 Fa 根据教材 P213（10-14）式得 Fa=Fttan=1800.7tan14.05=450.6N 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 13.99 mmB55 2 mmB60 1 由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： FBZ=539N FDZ=1616N FBY=273N FDY=535N M1=106722N mm M2=54054N mm T1=76000N mm MC=(M12+M22)1/2=(1067222+540542)1/2=119630Nmm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取 =0.6，截面 C 处的当量弯矩：Mec=MC2+(T

36、)21/2=1196302+(0.676000)2 1/2 校核危险截面 C 的强度 由式（15-5） e=Mec/0.1d33=3.96MPa -1b=60MPa 该轴强度足够。 选用 45 调质，硬度 217255HBS （二）输出轴的设计计算（二）输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径、按扭矩初算轴径 选用 45 调质，硬度 217255HBS 1.3 t K i2.14 圆锥 Z1=20 0.3 R lim1 600p H M a lim2 550p H M a 1 2 0.91 0.94 HN HN K K 根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传

37、 递功率为KW，n 为一级输入轴转速4.30 I PP nr/min。60 n （实心轴） 3 0 n P Ad 则： =32.25mm 3 1440 4.00 115d 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=32.25(1+6%) =34.185mm 圆整后取 d=35mm 根据联轴器 d=40mm 2、轴的结构设计、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固定， 齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右面用 套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定 位。 （2）确定轴各段直径和长度 1 段：d1=40mm 长度

38、取 L1=55mm 2 段：d2=d1+2h=48mm d2=48mm 取长度 L2=35mm 3 段为非定位轴肩 初选用 32012 型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为： =50 =45 3 d 3 L d6=d3+2h=54mm L6=15mm 4 段为定位轴肩 取 d4=52mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿 轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取 L4=50mm 5 段位定位轴肩取 h=6mm 则轴环直径 d5=d4+2h=62.4mm =7 =54 =15 5 L 6 d 6 L 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定 距离。取套筒长为 24mm，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚

39、动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm 具体如下图： （3）轴上零件的周向定位 由表 6-1 按齿轮和半连轴器的直径查得如下： 1 段的键的尺寸：bhl=14mm9mm32mm 1 A K 1.05 v K 1 HF KK 1 550p FE M a 其配合为 H7/m6 4 段的键的尺寸：bhl=16mm10mm36mm 其配合为 H7/n6 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角为 245。 圆角半径 R=1.6mm （5）按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 mt=2 mm mz d n 208.18 13.99cos 2011 cos 2 4 求转矩：已知 T3=698.62Nm 求圆周

40、力：Ft 根据教材 P213（10-14）式得 Ft=2T3/d4=2698.62 / 294.7=4741.2N 求径向力 Fr 根据教材 P213（10-14）式得 Fr=Fttann/cos=4741.2tan20 / cos13.99=1778.4N 求轴向力 Fa 根据教材 P213（10-14）式得 Fa=Fttan=4741.2tan13.99=1181.2N 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=91mm L2=157mm 2 380p FE M a 1 0.85 FN K 2 0.88 FN K 1 24 4319 2 65 1641 12 B86mmB 由上图及力平

41、衡和力矩平衡求得的力和力矩如下： FBZ=5023N FDZ=2479N FBY=693N FDY=2121N M1=381748N.mm M2=326663N.mm T3=1099000N.mm MC=(M12+M22)1/2=(3817482+3266632)1/2=502434Nmm 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取 =0.6，截面 C 处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=5024342+(0.61099000) 21/2 校核危险截面 C 的强度 由式（15-5） e=Mec/0.1d33=24.2MPa h L 故所选轴承可满足寿命要求。 由 7.2.3、输出轴的轴承

42、进行寿命校核、输出轴的轴承进行寿命校核 由 查教材 P321 表 13-5 得14 . 0466 . 0 e F F r a L1=153.5mm X=0.4 查机械设计手册第二版第四卷 P39-81 得 Y=1.5 2483.16)1181.25 . 1778.414 . 0(1)( arp YFXFfP 则： = 2h L)( 60 106 P Cf n t 3 6 ) 2483.16 0080200. 1 ( 6060 10 =9358503.5h h L 故所选轴承可满足寿命要求。 L2=65mm FBZ=539N FDZ=1616N FBY=273N FDY=535N M1=1067

43、22N mm M2=54054N mm MC=119630N mm 八、连接件的选择八、连接件的选择 8.1、联轴器的选择、联轴器的选择 根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精 度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。 8.2、联轴器的设计计算、联轴器的设计计算 由于装置原动机为电动机，联轴器一端与电动机相连，其 孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用弹性柱销联轴器 HL7 名义转矩： =9550=95504/1440=268.23Nm I T I I P n 联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.5 则： Tca=KAT3=1.5268.